Повышение усталостной прочности новых конструкций рабочих колес поворотнолопастных гидротурбин
Детали механизма поворота лопастей поворотно-лопастных гидротурбин подвергаются воздействию переменных усилий, возникающих в связи с изменениями давления в полостях сервомотора рабочего колеса. Эти изменения давления определяются характером нагрузки в системе потребления электроэнергии и зависят, с одной стороны, от ее мощности, с другой,— от чувствительности системы регулирования гидроагрегата.
Впервые измерения пульсаций давления в полостях сервомотора рабочего колеса были проведены сотрудниками ПО «Ленинградский металлический завод» на Верхне-Туломекой ГЭС в 1967 г. в связи с тем, что на одной из турбин этой электростанции произошла усталостная поломка пальца рычага механизма поворота лопастей. Такого же рода поломка серег механизма поворота наблюдалась на одном из агрегатов Борисоглебской ГЭС.
Впоследствии систематические замеры изменений давления в полостях сервомоторов проводились на агрегатах различных ГЭС сотрудниками НПО ЦКТИ (Верхне-Туломской, Борисоглебской» Воткинской, Каховской, Киевской, Волжской имени XXII съезда КПСС). Результаты этих исследований были опубликованы.
Проведенные исследования и анализ причин разрушения серег и рычага показали, что для обеспечения надежной работы механизма поворота лопастей следует при его проектировании исходить из необходимости получения достаточных запасов усталостной прочности всех его основных элементов.
Для конструкций рабочего колеса, у которых привод лопастей осуществляется с помощью крестовины, необходимо оценивать усталостную прочность штока, крестовины, пальца крестовины, серьги, рычага и цапфы лопасти.
В случае нестационарной переменной нагруженно-сти, характерной для деталей механизма поворота лопастей, оценку усталостной прочности следует производить путем расчета коэффициента запаса, исходя из гипотезы суммирования усталостных повреждений [21. Такой расчет, однако, является довольно трудоемким и требует большого объема исходной информации о нагрузках и характеристиках прочности. Сравнительные расчеты, проведенные для рычагов механизма поворота ряда ГЭС, на которых замерялись нестационарные нагрузки привода лопастей, выполненные двумя методами: исходя из гипотезы суммирования повреждений и по формуле Кинасошвили — Серен-сена [3]: где а_х — предел усталости материала детали при симметричном цикле нагружения; ка — эффективный коэффициент концентрации напряжений; га — масштабный фактор; — коэффициент, учитывающий влияние асимметрии цикла нагружения; оа и от — амплитуда динамических напряжений и средние напряжения цикла в рассчитываемой детали.
Напряжения оа и ат изменяются в зависимости от режимов работы агрегата и определяются необходимыми усилиями сервомотора рабочего колеса на открытие и закрытие, как показано в работе [1], причем число изменений нагрузки, действующей на детали, имеет порядок 10а циклов в год. Таким образом 107 циклов детали механизма поворота набирают в среднем через 10 лет.
Тяжело нагруженные детали механизма поворота выполняются из высокопрочных сталей типа 34ХН1М, 34ХНЗМА, 15ХМ. При работе их в масляной среде и обычно действующих нагрузках коэффициенты запаса по усталостной прочности оказываются порядка я = 2 ~ 3, что, как показывает практика эксплуатации гидротурбин, достаточно для обеспечения безаварийной работы турбины.
Пределы усталости для этих сталей, определенных на лабораторных образцах диаметром 8... 10 мм, равны а 1-300 400 МПа (ориентировочно можно
считать, что для лабораторных образцов при изгибе и симметричном цикле нагружения предел усталости составляет половину предела прочности при растяжении а-д).
В последнее время производственным объединением турбостроения «Ленинградский металлический завод» разработана новая конструкция рабочего колеса, при использовании которой существенно уменьшена вероятность загрязнения рек от протечек масла из рабочего колеса. В рассматриваемой конструкции детали механизма поворота лопастей находятся в воде и, следовательно, должны быть рассчитаны на коррозионно-усталостную прочность. Кроме того, поскольку в рабочем колесе в узлах трения применяются втулки из эпоксидной композиции, для обеспечения их нормальной работы на сопрягаемые детали напрессовываются втулки из нержавеющей стали.
Обеспечение необходимых запасов усталостной прочности такой конструкции оказывается сложной задачей, так как при работе в воде вообще не существует предела усталости [4—6]. При увеличении количества циклов усталостные характеристики материалов непрерывно снижаются и в этом случае можно говорить лишь о некотором условном пределе усталости при определенном количестве циклов, например, равном УУ=107. Из литературы [4] известно, что этот условный предел усталости на базе УУ=107 ч-2-107 циклов для всех перлитных сталей на лабораторных образцах находится на уровне <т^_1=Ю0 ч- 150 МПа, т. е. снижается по сравнению с испытаниями на воздухе или в масле примерно в 3... 3,5 раза.
Кроме того, напрессовка втулок также приводит к снижению усталостных характеристик деталей примерно в 2 раза [7, 8] из-за концентрации напряжений и явлений фреттинг-коррозии у границ втулок.
Таким образом, создание конструкции рабочего колеса с механизмом поворота лопастей, работающим в воде, равнопрочной конструкции рабочего колеса с механизмом поворота лопастей, работающим в масле, требует применения не перлитных, а нержавеющих сталей, причем с большим содержанием хрома и никеля (порядка соответственно 18... 20 и 8... Ю %), что приводит к существенному увеличению стоимости конструкции и усложнению технологии ее изготовления. С другой стороны, этот же эффект может быть достигнут применением специальных технологических мероприятий, повышающих предел выносливости деталей механизма поворота лопастей.
Очевидно, что эти мероприятия должны сводиться, во-первых, к защите наиболее напряженных мест деталей от воздействия воды, т. е. должны быть разработаны надежные способы гидроизоляции этих мест, во-вторых, желательно принять меры для нейтрализации разупрочняющего влияния напрессовки втулок из нержавеющей стали.
В рассматриваемых конструкциях гидроизоляция деталей механизма поворота осуществляется нанесением на их поверхность защитных покрытий.
Из технологических способов повышения долговечности деталей наиболее эффективным средством является создание в поверхностном слое детали остаточных напряжений сжатия [9]. Эти напряжения могут создаваться различными технологическими средствами, например дробеструйной обработкой, обработкой пучком проволоки, накаткой шариками, роликами и т. д.
В зависимости от применяемой технологии упрочнения меняется глубина деформированного слоя. Как показали исследования, наиболее эффективным методом упрочнения деталей, имеющих форму тел вращения, является метод обкатки роликом. Ои широко используется, например, в судостроительной промышленности при упрочнении гребных валов в зоне напрессовки на них втулок [101.
Глубина упрочненного слоя ориентировочно может быть определена по формуле где I — глубина упрочненного слоя, мм; р — усилие обкатки, Н; ат — предел текучести материала детали, МПа.
Исследование зависимости эффективности упрочнения обкаткой от глубины деформированного слоя для крупных деталей показывает, что наилучший эффект, позволяющий полностью нейтрализовать вредное влияние напрессовки втулки, достигается при глубине
упрочненного слоя порядка 5... 7 мм. При этом необходимые усилия обкатки для сталей с пределом текучести ат=500 н-700 МПа оказываются равными р—25 -г- 70кН.
Более подробные сведения о необходимых величинах усилий обкатки для валов различных диаметров из сталей разных категорий прочности содержатся в литературе [11].
Другим средством защиты деталей от концентрации напряжений и фреттинг-коррозии, вызванных напрессовкой втулок, является посадка их на эпоксидную композицию, армированную стекловолокном и нанесенную на поверхность детали под втулкой. Оказывается целесообразным для повышения эффективности защиты нагнетать под давлением эпоксидную композицию в зазор между втулкой и защищаемой деталью.
Некоторые из упомянутых выше средств упрочнения применяются при создании новых конструкций крупных рабочих колес поворотно-лопастных турбин. Это позволило обеспечить необходимые запасы прочности деталей механизма поворота этих гидротурбин.